五轴联动机床_百度百科
五轴联动机床
本词条缺少信息栏、名片图，补充相关内容使词条更完整，还能快速升级，赶紧来吧！
在传统的模具加工中，一般用立式加工中心来完成工件的铣削加工。随着模具制造技术的不断发展，立式加工中心本身的一些弱点表现得越来越明显。
五轴联动机床优点
现代模具加工普遍使用球头铣刀来加工，球头铣刀在模具加工中带来好处非常明显，但是如果用立式加工中心的话，其底面的线速度为零，这样底面的光洁度就很差，如果使用四、五轴联动机床加工技术加工模具，可以克服上述不足。
五轴联动加工中心
由于使用五轴联动机床，使得工件的装夹变得容易。加工时无需特殊夹具，降低了夹具的成本，避免了多次装夹，提高模具加工精度。采用五轴技术加工模具可以减少夹具的使用数量。另外，由于五轴联动机床可在加工中省去许多特殊刀具，所以降低了刀具成本。五轴联动机床在加工中能增加刀具的有效切削刃长度，减小切削力，提高刀具使用寿命，降低成本。
采用五轴联动机床加工模具可以很快的完成模具加工，交货快，更好的保证模具的加工质量，使模具加工变得更加容易，并且使模具修改变得容易。
五轴联动机床种类
五轴联动机床有立式、卧式和摇篮式二轴NC工作台，NC工作台 NC分度头，NC工作台 90°B轴 ，NC工作台 45°B轴，NC工作台 A轴，二轴NC 主轴等类型。上述六大类共7种五轴联动方式都有各自的特点，无法说哪一种形式更好，只能说你的产品适合哪种类型的五轴加工。
五轴联动机床发展趋势
首先是采用直线电机驱动技术。经过十几年的发展，直线电机技术已经非常成熟。直线电机刚开发出来易受干扰和产热量大的问题已经得到解决，而直线电机的定位技术，即在高速移动中快速停止，也有部分机床厂家采用阻尼技术给予解决。直线电机的优点是直线驱动、无传动链、无磨损、无反向间隙，所以能达到最佳的定位精度。直线电机具有较高的动态性，加速度可超过2g。采用直线电机驱动还具有可靠性高、免维护等特点。其次是采用双驱动技术。对于较宽工作台或龙门架型式，如果采用中间驱动，实际无法保证驱动力在中心，容易造成倾斜，使得动态性能较差。使用双驱动，双光栅尺，一个驱动模块，就能使动态性能非常完美。一个驱动指令，双驱同时工作，光栅尺来检测两点是否平衡，如果不平衡则通过不同指令使其达到平衡。
五轴联动机床战略价值
装备制造业是一国工业之基石，它为新技术、新产品的开发和现代工业生产提供重要的手段，是不可或缺的战略性产业。即使是发达工业化国家，也无不高度重视。近年来，随着我国国民经济迅速发展和国防建设的需要，对高档的数控机床提出了急迫的大量需求。机床是一个国家制造业水平的象征。而代表机床制造业最高境界的是五轴联动数控机床系统，从某种意义上说，反映了一个国家的工业发展水平状况。长期以来，以美国为首的西方工业发达国家，一直把五轴联动数控机床系统作为重要的战略物资，实行出口许可证制度。特别是冷战时期，对中国、前苏联等社会主义阵营实行封锁禁运。爱好军事的朋友可能知道著名的“东芝事件”：上世纪末，日本东芝公司卖给前苏联几台五轴联动的数控铣床，结果让前苏联用于制造潜艇的推进螺旋桨，上了几个档次，使美国间谍船的声纳监听不到潜艇的声音了，所以美国以东芝公司违反了战略物资禁运政策，要惩处东芝公司。
由此可见，五轴联动数控机床系统对一个国家的航空、航天、军事、科研、精密器械、高精医疗设备等等行业，有着举足轻重的影响力。 现在，大家普遍认为，五轴联动数控机床系统是解决叶轮、叶片、船用螺旋桨、重型发电机转子、汽轮机转子、大型柴油机曲轴等等加工的唯一手段。所以，每当人们在设计、研制复杂曲面遇到无法解决的难题时，往往转向求助五轴数控系统。由于五轴联动数控机床系统价格十分昂贵，加之NC程序制作较难，使五轴系统难以“平民”化应用。但近年来，随着计算机辅助设计（CAD）、计算机辅助制造（CAM）系统取得了突破性发展，珊星公司等中国多家数控企业，纷纷推出五轴联动数控机床系统，打破了外国的技术封锁，占领了这一战略性产业的至高点，大大降低了其应用成本，从而使中国装备制造业迎来了一个崭新的时代！以信息技术为代表的现代科学的发展对装备制造业注入了强劲的动力，同时也对它提出更强要求，更加突出了机械装备制造业作为高新技术产业化载体在推动整个社会技术进步和产业升级中无可替代的基础作用。作为国民经济增长和技术升级的原动力，以五轴联动为标志的机械装备制造业将伴随着高新技术和新兴产业的发展而共同进步。中国不仅要做世界制造的大国，更要做世界制造强国！预计在不久的将来，随着五轴联动数控机床系统的普及推广，必将为中国成为世界最强国奠定坚实的基础！
企业信用信息查看: 2329|回复: 9
UG五轴曲面驱动讨论
中尉, 积分 4791, 距离下一级还需 209 积分
中尉, 积分 4791, 距离下一级还需 209 积分
阅读权限90
在线时间137 小时
中尉, 积分 4791, 距离下一级还需 209 积分
中尉, 积分 4791, 距离下一级还需 209 积分
阅读权限90
在线时间137 小时
今天有时间和大家研究一下 这个叶轮的地步 如何用曲面驱动来做 不要用高版本的叶轮模块请高手帮忙看下图
1.jpg (170.46 KB, 下载次数: 9)
20:41 上传
这个多边面 如何做成4边面来驱动
本人声明此帖为本人原创帖，未经允许，不得转载！
有奖推广贴子：<input type="text" onclick="this.select();setCopy('UG五轴曲面驱动讨论\n/thread-.html', '帖子地址已经复制到剪贴板您可以用快捷键 Ctrl + V 粘贴到 QQ、MSN 里。');" value="/thread-.html" size="40" class="px" style="vertical-align:" />&<button type="submit" class="pn" onclick="setCopy('UG五轴曲面驱动讨论\n/thread-.html', '帖子地址已经复制到剪贴板您可以用快捷键 Ctrl + V 粘贴到 QQ、MSN 里。')">点击复制
上校, 积分 14512, 距离下一级还需 488 积分
上校, 积分 14512, 距离下一级还需 488 积分
阅读权限90
在线时间288 小时
上校, 积分 14512, 距离下一级还需 488 积分
上校, 积分 14512, 距离下一级还需 488 积分
阅读权限90
在线时间288 小时
新手路过的！！！！
机遇往往如白马过隙...一瞬间就能决定你的命运！
阅读权限100
在线时间203 小时
居住地陕西省
出生地陕西省 西安市 未央区
机遇往往如白马过隙...一瞬间就能决定你的命运！
阅读权限100
在线时间203 小时
居住地陕西省
上传PRT我帮你做下 你就知道了！
UG后处理视频教程联系
阅读权限201
在线时间1483 小时
毕业学校廣東·海洋
职业模具·機械
自我介绍UG后处理视频教程联系，讲解UG后处理构造器与TCL语言，让你定制自己喜欢的后处理，自己写语句处理然后事情。
UG后处理视频教程联系
阅读权限201
在线时间1483 小时
以前4.0不都那样干
中尉, 积分 4791, 距离下一级还需 209 积分
中尉, 积分 4791, 距离下一级还需 209 积分
阅读权限90
在线时间137 小时
中尉, 积分 4791, 距离下一级还需 209 积分
中尉, 积分 4791, 距离下一级还需 209 积分
阅读权限90
在线时间137 小时
UGYANG 发表于
上传PRT我帮你做下 你就知道了！
谢谢斑竹，&&我只要做这个驱动面&&然后用曲面驱动做这个叶片&&不用高版本的叶轮模块 和流线做
以为 我以后再工作中可能遇到这样的零件 必须用曲面做的
还有就是 把这样不规则的多边面别4边面 你有什么好的办法么
上传PRT文档加分
中尉, 积分 4791, 距离下一级还需 209 积分
中尉, 积分 4791, 距离下一级还需 209 积分
阅读权限90
在线时间137 小时
中尉, 积分 4791, 距离下一级还需 209 积分
中尉, 积分 4791, 距离下一级还需 209 积分
阅读权限90
在线时间137 小时
haoyuan366 发表于
以前4.0不都那样干
梁班&&不那样做 要一次做出来&&这个不规则的多边面要如何&&处理呀？？
无语···我说的你都没懂，4.0不都那样干的，4.0跟本就没有流线和叶轮模块的&
机遇往往如白马过隙...一瞬间就能决定你的命运！
阅读权限100
在线时间203 小时
居住地陕西省
出生地陕西省 西安市 未央区
机遇往往如白马过隙...一瞬间就能决定你的命运！
阅读权限100
在线时间203 小时
居住地陕西省
这个抽取个面随便做两条辅助线，构造面就OK了，如果去掉分流叶片只要大的四边面，抽取直接修剪就OK，曲面的刀轴灵活好控制，好调整，因此做叶轮也是不错的选择，不过这个没什么捷径，不停构造辅助面，控制刀轴去搞定，有的只是技巧，经验和你造型功力来决定！所以你的基本功很重要啊！！！本人最近太忙，所以搞得做了下你说的四边面，仅供参考
1.jpg (320.12 KB, 下载次数: 3)
23:26 上传
2.JPG (301.35 KB, 下载次数: 0)
23:26 上传
3.JPG (335.16 KB, 下载次数: 1)
23:26 上传
8.5版本PRT
想要学到东西，就得付出努力，要付出了努力，没有回报，就得更努力！只有努力才能让自己变得更强大...
少尉, 积分 2114, 距离下一级还需 886 积分
少尉, 积分 2114, 距离下一级还需 886 积分
阅读权限75
在线时间31 小时
少尉, 积分 2114, 距离下一级还需 886 积分
少尉, 积分 2114, 距离下一级还需 886 积分
阅读权限75
在线时间31 小时
学习了梁大
少尉, 积分 2325, 距离下一级还需 675 积分
少尉, 积分 2325, 距离下一级还需 675 积分
阅读权限75
在线时间188 小时
少尉, 积分 2325, 距离下一级还需 675 积分
少尉, 积分 2325, 距离下一级还需 675 积分
阅读权限75
在线时间188 小时
非常实用的案例
二级士官, 积分 311, 距离下一级还需 189 积分
二级士官, 积分 311, 距离下一级还需 189 积分
阅读权限40
在线时间11 小时
二级士官, 积分 311, 距离下一级还需 189 积分
二级士官, 积分 311, 距离下一级还需 189 积分
阅读权限40
在线时间11 小时
学习学习学习学习
社区QQ达人
使用QQ帐号登录论坛的用户
论坛技术员
论坛技术员
客服电话：
UG论坛官方群：
UG论坛官方群：
工作时间：9:00-17:00查看: 3084|回复: 1
主题帖子积分
学徒工, 积分 4, 距离下一级还需 96 积分
学徒工, 积分 4, 距离下一级还需 96 积分
一、主传动器设计
主传动器的功用是改变传力方向，并将变速箱输出轴的转矩降低，扭矩增大。本次设计的ZL50型装载机驱动桥采用单级主传动形式，主传动齿轮采用35&螺旋锥齿轮，这种齿轮的特点是：它的齿形是圆弧齿，工作时不是全齿长突然啮合，而是逐渐地从一端连续平稳地转向另一端，因此运转比较平稳，减小了噪音，并且由于螺旋角的关系重合系数增大，在传动过程中至少有两对以上的齿同时啮合，相应的增大了齿轮的负荷能力，增长了齿轮的使用寿命，螺旋锥齿轮的最小齿数可以减少到6个，因而与直齿锥齿轮相比可以实现较大的传动比。
（一）、螺旋锥齿轮的设计计算
1、齿数的选择
选择齿数时应使相啮合的齿轮齿数没有公约数，以便使齿轮在使用过程中各齿能相互交替啮合，起到自动研磨作用，为了得到理想的齿面接触，小齿轮的齿数应尽量选用奇数，大小齿轮的齿数和应不小于40。
根据以上选择齿数的要求，参考吉林大学诸文农主编《底盘设计》第233页表6-4，结合本次设计主传动比范围i0=I=5～5.5，选取主动小锥齿轮齿数Z1=7，所以从动大锥齿轮齿数Z2=Z1i0=37。（i0=5.286）
2、从动锥齿轮节圆直径d2的选择
& &①螺旋锥齿轮计算载荷的确定
1）& & 按发动机与液力变矩器共同输出扭矩最大变速箱一档时从动大锥齿轮上的最大扭矩计算：
式中：Mp2 --------从动大锥齿轮计算转矩，N&#8226;M
& && & ------发动机的额定扭矩，&&
& && &i0 --------驱动桥主传动比，已知i0=5.286
& && &ik1 -------变速箱一档传动比，同样由之前的课程设计可知液力变矩器涡轮高效区最高转速nTmax=2496 r/min
& && && & 所以该ZL50型装载机一档总传动比为：
& && && && && &
& && && && & VTmin为一档时装载机的前进速度，由本次设计任务书可知VTmin=10 km/h
& && && && & rd为车轮的动力半径可由式：
& && && && & 计算：
& && && && && && & rd-----车轮动力半径，m
& && && && && && & d -----轮辋直径，英寸
& && && && && && & H/B ---轮胎断面高宽比
& && && && && && & λ-----车轮变形系数
& && && && && && & B -----轮胎断面宽度，英寸
由本次设计任务书可知轮胎规格为：23.5—25（B—d），目前装载机广泛采用低压宽基轮胎H/B=0.5～0.7，取H/B=0.7。查相关资料可得λ=0.1～0.16，取λ=0.12。将其代入上式可得：rd=0.652 m
& && &所以可求出iΣ1=50.895。
& && &又因为iΣ1=ik1&#26;if& & if为最终传动的传动比，由本次设计任务书可知if=4.0～4.5，初取if=4.3,。可求出ik1=2.239
&&ηm ------变矩器到主减速器的传动效率。ηm=ηk&#8226;η0&&ηk为变速箱的效率取0.96，主减速器效率取η0=0.96。计算得ηm=0.92
& &Z ------驱动桥数，Z=2
所以可以计算出：Mp2=14336.13 N&#8226;M
此时主动小锥齿轮的转矩可由以下公式计算：
& &N&#8226;M
2）& & 按驱动轮附着扭矩来确定从动大锥齿轮的最大扭矩，即：
式中：&&Ga --------满载时驱动桥上的载荷（水平地面）
& && &&&φ --------附着系数，轮式工程车辆φ=0.85～1.0，履带式工程车辆φ=1.0～1.2，所以取φ=0.9
& && &&&rd --------驱动轮动力半径，前面已求出rd=0.622
& && &&&if --------从动圆锥齿轮到驱动轮的传动比（轮边传动比）初取if=4.3
& && &&&n-------驱动桥数目（车辆底盘构造与设计&&林慕义 张福生 P243 表2-3-1）
由本次设计任务书可知：车辆工作质量为17.5t,额定载重量为50KN
所以&&Ga=1=171500 N
即可求出：&&N&#8226;M
计算中取以上两种计算方法中较小值作为从动直齿轮的最大扭矩，此扭矩在实际使用中并不是持续扭矩，仅在强度计算时用它来验算最大应力。所以该处的计算转矩取：
Mp=10776 N&#8226;M
3)按常用受载扭矩来确定从动锥齿轮上的载荷
& &轮式装载机作业工况非常复杂，要确定各种使用工况下的载荷大小及其循环次数是困难的，只能用假定的当量载荷或平均载荷作为计算载荷。对轮式装载机驱动桥主传动器从动齿轮推荐用下式确定计算转矩：& && && &（N&#8226;M）
式中：f ------道路滚动阻力系数。f=0.020～0.035，取f=0.03
I ------最终传动速比
n ------驱动桥数目
&&------轮胎滚动半径
所以 N&#8226;M
主动小锥齿轮上的常用受载扭矩为：
& && && & N&#8226;M
②&&从动锥齿轮分度圆直径d2的确定
& &&&根据从动锥齿轮上的最大扭矩，按经验公式粗略计算从动锥齿轮的分度圆直径：& && &
& && &式中：d2 ------从动齿轮分度圆直径，cm
& && && && &KD ------系数，轮式取0.58～0.66
& && && &&&M2max ----按地面附着条件决定的最大扭矩 取107760公斤-厘米
所以得：& &cm
& &考虑到从动锥齿轮的分度圆直径对驱动桥尺寸和差速器的安装有直接的影响，参考国内外现有同类机型相关尺寸，最终确定从动锥齿轮分度圆直径d2=380 mm 。
3、齿轮端面模数ms的选择
& &由式&&ms=d2/z2=370/37=10
取标准模数 ms=10 mm (见现代机械传动手册 GB/T
为了知道所选模数是否合适需用下式校对：
& & （《底盘设计》 吉林工业大学诸文农编 P233）
式中：&&Km ------系数，0.061～0.089
即：& &&&在0.061～0.089之间
所以所选齿轮端面模数ms=10 mm合适。
由此可算出大小齿轮的准确分度圆直径：
&&d1=ms&#×7=70 mm& & d2=ms&#×37=370 mm
4、法向压力角α的选择
螺旋锥齿轮的标准压力角是20&30’，选择标准压力角有易于选择制造齿轮的刀具，降低生产成本。
5、螺旋角βm的选择
&&螺旋角βm指该齿轮节锥齿轮线上某一点的切线与该切点的节锥母线之间的夹角，螺旋角越大锥齿轮传动越平稳，噪音越小，但轴承寿命缩短，因此在轮式装载机上常用βm=35&
6、齿面宽b的确定
& &增加齿面宽理论上似乎可以提高齿轮的强度及使用寿命，但实际上齿面宽过大会使齿轮小端延长而导致齿面变窄，势必减小切削刀尖的顶面宽及其棱边的圆角半径。这样一方面使齿根圆角半径过小，另一方面也降低了刀具的使用寿命。此外由于安装误差及热处理变形等影响会使齿轮的负荷易于集中小端而导致轮齿折断。 齿面过小同样也会降低轮齿的强度和寿命。通常推荐螺旋锥齿轮传动大齿轮的齿面宽为：
& && && && &
式中：D------从动锥齿轮传动分度圆直径
同时b2不应超过端面模数ms的10倍即：b2≤10ms=10×10=100 mm
所以取&&b2=58 mm
取小锥齿轮的齿面宽和大锥齿轮的相同，即：小锥齿轮齿面宽&&=b2=58 mm
7、螺旋方向的选择
在螺旋齿轮传动中，齿的螺旋方向和轴的旋转方向决定了锥齿轮传动时轴向力方向，由于轴承中存在间隙，故设计时应使齿轮轴向力的方向能将大小锥齿轮相互推开，以保证必要的齿侧间隙，防止轮齿卡住，加速齿面磨损，甚至引起轮齿折断。
根据上述要求，选择主动锥齿轮为左旋，从动锥齿轮为右旋。
8、齿高参数的选择
轮式装载机主传动器的螺旋锥齿轮采用短齿制和高度修正，这样可以消除小锥齿轮可能发生的根切现象，提高轮齿的强度。高度修正的实质是小锥齿轮采用正移距，此时小锥齿轮齿顶高增大，而大锥齿轮采用负移距，并使其齿顶高减低。小锥齿轮齿顶高的增高值与大锥齿轮齿顶高的减低值是相等的。
从机械设计手册可查得：螺旋锥齿轮的齿顶高系数ha*=0.85
顶隙系数 =0.188 ；径向变位系数χ=0.386（i=4.56～7.00）
所以螺旋锥齿轮齿顶高为：
顶隙：&&mm
齿全高：h1=h2=ha+hf=18.88 mm
有效齿高（工作齿高）：he=1.700ms=17 mm
9、齿侧间隙cn的选择
齿侧间隙是指轮齿啮合时，非工作齿面间的最短法向距离。齿侧间隙过小不能形成理想的润滑状态，会出现表面摩擦，加速磨损，甚至卡死现象；齿侧间隙过大易造成冲击，增大噪声。
参考《底盘设计》吉林工业大学 诸文农编 P238页表6-8选取齿侧间隙为：& &cn=0.35 mm
10、理论弧齿厚
螺旋锥齿轮除采用高度变位修正来增加小齿轮强度外，还采用切向变位修正使一对相啮合的轮齿强度接近相等。
切向变位修正指的是使小齿轮的齿厚增加Δs=τms （τ是切向变位系数，查机械设计手册可知τ=0.25）
大小锥齿轮大端面分度圆的理论弧齿厚度S01和S02可按下式计算：& &
所以：S02=8.98 mm& & S01=22.42&&mm
11、分锥角δ（分度圆锥角）
小锥齿轮分锥角：
大锥齿轮分锥角：
12、节锥距Ra
& && && &mm
13、齿根角θf
& &小锥齿轮齿根角：
& &大锥齿轮齿根角：
14、顶锥角和δk根锥角δr
小锥齿轮根锥角：
大锥齿轮根锥角：
小锥齿轮顶锥角：
大锥齿轮顶锥角：
此次设计的35 &螺旋锥齿轮几何尺寸详见表1-1：
表1-1 主传动器螺旋锥齿轮几何尺寸：
序号& & 名称& & 公式代号& & 数值
1& & 齿数& & Z1& & 7
& && &&&Z2& & 37
2& & 端面模数& & ms& & 10 mm
3& & 分度圆直径& & d1& & 70 mm
& && &&&d2& & 370 mm
4& & 压力角& & α& & 20.5&
5& & 有效齿高& & he& & 17 mm
6& & 全齿高& & h=h1=h2& & 18.88 mm
7& & 侧隙& & Cn& & 0.30 mm
8& & 顶隙& & C& & 1.88 mm
9& & 齿顶高& & ha1& & 12.36 mm
& && &&&ha2& & 4.64 mm
10& & 齿根高& & hf1& & 6.52 mm
& && &&&hf2& & 14.24 mm
11& & 分锥角& & δ1& & 10.7&
& && &&&δ2& & 79.3&
12& & 节锥距& & Ra& & 188.5mm
13& & 齿面宽& & b1& & 58 mm
& && &&&b2& & 58 mm
14& & 齿根角& & θf1& & 1.35&
& && &&&θf2& & 4.53&
15& & 顶锥角& & δk1& & 15.02&
& && &&&δk2& & 81.28&
16& & 根锥角& & δr1& & 8.72&
& && &&&δr2& & 74.98&
17& & 大端齿顶圆直径& &&&
18& & 螺旋角& & βm& & 35&
19& & 螺旋方向& & 小锥齿轮左旋，大锥齿轮右旋
20& & 周节& &&&
21& & 理论弧齿厚& &&&
(二)螺旋锥齿轮的强度校核
&&1、齿轮材料的选择
齿轮材料的种类有很多，通常有45钢、30CrMnSi、35SiMn、40Cr、20Cr、20CrMnTi、12Cr2Ni4、20Cr2Ni4等。
齿轮材料的选择原则：
1）& & 齿轮材料必须满足工作条件的要求。
2）& & 应考虑齿轮尺寸的大小，毛坯成型方法及热处理和制造工艺。
3）& & 正火碳钢不论毛坯的制作方法如何，只能用于制作在载荷平稳或轻度冲击下工作的齿轮，调质碳钢可用于制作在中等冲击载荷下工作的齿轮。
4）& & 合金钢常用于制作高速重载并在冲击载荷下工作的齿轮。
5）& & 金属制的软齿面齿轮，配对两轮齿面的误差应保持为30～50HBW或更多。
根据以上原则选小齿轮材料为20Cr2Ni4（渗碳后淬火
齿面硬度 58～62HRC）选取大齿轮材料为30CrMnSi(调质& && &硬度310～360HBW )
2、锥齿轮的强度校核
&&1）轮齿的弯曲强度计算
其齿根弯曲应力可用以下公式计算：
式中： -----弯曲应力，Mpa
P ----作用在轮齿中心上的圆周力， =26732N
& &&&M ----作用在大齿轮上的计算扭矩
& && &-----大齿轮平均分度圆直径& &mm
& && & -----分锥角
& &&&K0 -----过载系数，与锥齿轮副运转的平稳性有关。可取K0=1.25～1.5对有液力变矩器的轮式装载机取K0=1.4；
& &&&Kv ----动载系数，与齿轮精度及节圆线速度有关。当轮齿接触良好节距与同心度精度高时可取Kv=1.0；
& &&&Ks ----尺寸系数，反映了材料性质的不均匀性与轮齿尺寸热处理等因素有关。因为ms=10≥1.6 mm时，所以
& &&&Km ----1.10～1.25，取Km =1.05
& &&&b -----齿宽；z ----齿数；ms -----齿轮大端模数
& &&&Jw ----弯曲强度几何系数，综合考虑了齿形系数，载荷作用点位置，轮齿间的载荷分配，有效齿宽，应力集中系数及惯性系数等。查《工程机械底盘构造与设计》P318页图3-5-19可得：
& & =0.213&&Jw2=0.163
把以上各参数代入公式可得大小锥齿轮的弯曲许用应力分别为：&&;
& &弯曲许用应力 =700MP
所以齿轮弯曲强度能满足要求。
2)轮齿齿面的接触强度计算
&&轮齿齿面的接触强度可按下式计算：
式中： -----接触应力，Mpa
& && &Cp -----弹性系数，
& && &Pe -----齿轮大端圆周力P=26732N
& && &K0 -----过载系数，取K0=1.0
& && &Kv -----动载系数，取Kv=1.0
& && &Ks -----尺寸系数，当材料选择适当，渗碳层深度与硬度符合要求时，可取Ks=1.0
& && &Km -----载荷分配系数，取Km=1.05
& && &Kf -----表面质量系数，与表面光洁度，表面处理等有关，对精度较高的齿轮取Kf=1.0
& && &b1 -----小锥齿轮宽度
& && &d1 -----大锥齿轮大端分度圆直径
& && &Ji -----表面接触强度综合系数，考虑到轮齿啮合面的相对曲率半径，载荷作用点位置，轮齿间的载荷分配，有效齿宽及惯性系数等。查《工程机械底盘构造与设计》P319页图3-5-23可得：Ji=0.213把以上各参数代入公式得： Mpa& &又因为许用接触应力为：& &（工程机械底盘构造与设计P139）& && && && &
所以齿轮的接触强度满足要求。
3）锥齿轮传动的当量齿轮参数计算
锥齿轮原始几何参数：
齿形压力角α=20&30’；齿数z1=7,z2=37，齿数比 ；分锥角δ1=10.7&，δ2=79.3&；齿宽b1=b2=58 mm；大端分度圆直径d1=70 mm,d2=370 mm；中点分度圆直径
mm， mm；中点螺旋角βm=35&，中点模数 齿宽系数 为1/4到1/3，常取0.3，所以mm=8.5 mm；中点法向模数&&mm；齿顶高ha1=12.36 mm，ha2=4.76 mm；
锥齿轮的当量圆柱齿轮参数见表1-2
名称& & 代号& & 计算公式& & 结果
中点端面当量圆柱齿轮参数
当量齿数& & zv& &&&
齿数比& & iv& &&&
分度圆直径& &
中心距& & av& &&&
顶圆直径& & dva& &&&
当量齿轮端面压力角& & avt& &&&
基圆直径& & dvb& &&&
基圆螺旋角& & βvb& &&&
端面基圆齿距& & Pvb& &&&
啮合线长度& &
端面重合度& &
纵向重合度& &
总重合度& &&&
齿中部接触线长度& &
lbm& & 对于
齿中部接触线的投影长度& &
中点法面当量直齿圆柱齿轮参数
分度圆直径& &&&
顶圆直径& &
基圆直径& &
啮合线长度& &
法面重合度& &
3）轮齿齿面接触疲劳强度计算
正交（Σ=90&）锥齿轮齿面接触疲劳强度校核可按下式计算：
（《机械设计手册》& &P16-181）
式中： ------轮齿接触疲劳强度，Mpa
& && &Ft1------小齿轮大端圆周力，可用下公式计算：
& &N&#8226;mm
& && &KA ------使用系数，查《机械设计》陆凤仪P139表8-2取KA=1.25。
& && &KV ------动载系数取KV=1.0
& && &KHβ-----齿向载荷系数。 ， 由《机械设计手册》P16-181页表16.4-28可查得 ，所以
& && &KHα------端面载荷系数查《机械设计手册》P16-182页表16.4-29可得
& && &ZH -------节点区域系数，可由公式
------中点区域系数，可用下式计算：
式中F1F2可由下表求出：
纵向重合度
由上表可求出：& &&&
ZE -------弹性系数，查《机械设计手册》P16-48表16.2-43可知& &
Zβ-------计算齿面接触强度的螺旋角系数，
Zk --------计算齿面接触强度的锥齿轮系数，Zk=0.8
ZLS --------计算齿面接触强度的载荷分配系数。
当 时，&&ZLS=1
当 和 时，
把以上各参数代入公式可得：& &Mpa
材料的接触疲劳许用应力为： 公斤/厘米&sup2;=1372 Mpa(工程机械底盘构造与设计 P319)
所以& && &齿轮的接触疲劳应力满足要求。
4）锥齿轮齿根弯曲疲劳强度校核计算
锥齿轮齿根弯曲疲劳强度校核可按下式进行，大小轮分别计算：
式中：KA、KV、KFβ=KHβ、KFα=KHα和接触疲劳计算中相同，
KA=1.25，KV=1.0，KFβ=1.5，KFα=1.0
& && &Ft -----齿轮大端圆周力，
& && &b ------齿面宽，& &mm
& && &YFS -----复合齿形系数，根据法面当量直齿圆柱齿轮齿数zvn查得& && &
& && &YE -----齿根抗弯强度的重合度系数，因为 ，所以
& && &YK -----齿根抗弯强度的锥齿轮系数，可以用下式计算：
& & YLS ----齿根抗弯强度的载荷分配系数，
把以上各参数代入公式得：&&Mpa& &Mpa
查《装载机》P340页可知，对于主减速锥齿轮其抗弯疲劳许用应力&&Mpa
所以& && &满足设计要求。
二、差速器设计
轮式机械的两侧驱动轮不能固定在一根整轴上，因为轮式工程机械在行驶过程中，为了避免车轮在滚动方向产生滑动，经常要求左右两侧的驱动轮以不同的角速度旋转。若左右驱动轮用一根刚性轴驱动，必然会产生边滚动边滑动，即产生了驱动轮的滑磨现象。由于滑磨将增加轮胎的磨损，增加转向阻力，同时也增加功率损耗。
&&为了使车轮相对路面的滑磨尽可能的减小，在同一驱动桥的左右两侧驱动轮由两根半轴分别驱动，因此，在驱动桥中安装了差速器，两根半轴由主传动通过差速器驱动。
& &现在轮式装载机上多采用直齿螺旋锥齿轮差速器，差速器的外壳安装在主传动器的从动锥齿轮上，确定差速器尺寸时应考虑到其与从动锥齿轮尺寸之间的互相影响。本次设计中采用对称式圆锥齿轮差速器的形式，差速器的大小通常以差速器的球面半径来表征，球面半径代表了差速器齿轮的节锥距，因此它表征了差速器的强度。
（一）& & 圆锥直齿轮差速器基本参数的选择
1、& & 差速器球面直径的确定
& &差速器球面直径可以根据经验公式来确定：
式中：φ -----差速器球面直径，mm
& && &Kφ-----球面系数，1.1～1.3，取Kφ=1.25
& && &Mmax----差速器承受的最大扭矩（公斤&#8226;毫米）按从动大锥齿轮上的最大扭矩计算。Mmax=M2max=10776 N&#8226;m=1077600公斤&#8226;毫米
所以得 φ=128.15 mm& &取φ=128 mm
2、差速器齿轮系数的选择
&&差速器的球面半径确定后，差速器齿轮的大小也就基本确定下来了。因此齿形参数的选择应使小齿轮齿数尽量少，以得到较大的模数，且使齿轮有较高的强度。为此，目前差速器大都采用α=22.5 &的压力角，齿高系数 ，顶隙系数 的齿形。
这种齿形由于最少齿数比20 &压力角的少，使齿轮可以采用较大的模数，在空间大小一样时，可充分发挥齿轮的强度。
1）& & 齿数的选取
行星齿轮齿数多数采用Z1=Z行=10～12，半轴齿轮齿数多采用Z2=Z半=16～22 且半轴齿轮齿数比上行星齿轮齿数在1.6～2之间。
&&为了保证安装，行星齿轮与半轴齿轮的个数应符合如下公式：
式中：& &-----左右半轴齿轮的齿数；
& && & n ------行星齿轮个数，大中型工程机械的行星齿轮数为4，小型为2，个别用3，在此取n=4
& && & C ------任意整数
根据以上要求取z1=11 ,z2=18
2)分锥角的计算
行星轮分锥角为：
半轴齿轮分锥角为：
3）齿轮模数的确定
&&节锥距& &
圆整取m=6 mm
4)行星轮、半轴齿轮分度圆直径
& &&&φR为齿宽系数，取& &&&mm
所以：&&mm
圆整取&&mm
齿轮采用高度变位，变位系数&&
差速器齿轮详细参数见表2-1：& &(长度：mm)
公式代号& & 行星齿轮z1& & 半轴齿轮z2
z& & z1=11& & z2=18
模数& & m& & 6
b& & b1=21& &&&=21
压力角& & α& & 22.5&
齿顶高系数& &&&
顶隙系数& &&&
工作齿高& &&&
齿全高& &&&
轴间夹角& & Σ& & 90&
分度圆直径& &&&
节锥距& &&&
齿顶高& &&&
齿根高& &&&
齿根角& &&&
齿顶圆直径& &&&
侧向间隙& & Cn（轮式装载机设计P203表6-12）& &
轮冠至锥顶距离& &&&
（二）& & 差速器直齿锥齿轮强度计算
1、& & 齿轮材料的选取
根据差速器齿轮工作环境和受载性质，将差速器中行星齿轮和半轴齿轮的材料选为20CrMnTi（渗碳后淬火，&&Mpa& &Mpa）
2、齿轮强度校核计算
&&由于差速器齿轮工作条件比主传动齿轮好，在平地直线行驶时，齿轮无啮合运动，故极少出现点蚀破坏，一般只进行半轴齿轮的弯曲强度计算。下面参考《工程机械底盘构造与设计》P322页差速器齿轮强度计算公式对本次设计的差速器齿轮强度进行校核：
式中：Mc -----差速器扭矩，& & 为算出的主传动从动锥齿轮的最大扭矩，n为行星轮数。所以&&N&#8226;m
& & -----半轴齿轮齿数
& &Ks-----尺寸系数，因为m=7&1.6 mm所以
&&Km -----载荷再分配系数，取Km =1.0
&&K0 -----过载系数，取K0=1.0
&&Kv -----质量系数，取Kv =1.0
&&Jw -----综合系数，由《工程机械底盘构造与设计》P322页图3-5-25可查得Jw =0.264
把以上各参数代入公式得：& &Mpa
齿轮材料为20CrMnTi其极限应力&&Mpa，其许用弯曲应力&&Mpa
所以：& &所设计的差速器齿轮强度满足要求。
（三）& & 行星齿轮轴直径dz的确定
差速器十字行星齿轮轴选用40Cr制成，行星齿轮通过滑动轴承即衬套安装在十字轴上。十字轴主要受主减速器从动锥齿轮传来的扭矩而产生的剪切应力。
& & 十字轴直径d可参照吉林工业大学诸文农主编的《底盘设计》P264 按下式计算：
式中：MG -----差速器总扭矩，MG=M2max=10776 N&#8226;m= N&#8226;mm
& & [τ]-----许用剪切应力， 安全系数取4,40Cr的屈服极限&&Mpa（淬火回火），所以& &
& &&&n ------行星齿轮数目，为4
& &&&rd------行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm。 ， 是半轴齿轮齿宽中点处的直径，可用下式计算：& && && && &mm
所以：rd=45.9 mm
把以上各参数代入公式得： d=20.51 mm，圆整取d=21 mm
三、半轴设计
半轴是差速器与最终传动之间传递扭矩的实心轴，本次设计中半轴采用全浮式支承方式。半轴一端用花键与差速器半轴齿轮连接，由差速器壳支承，另一端用花键与最终传动的太阳轮连接，由行星轮起支承的作用，半轴只传递扭矩。
1、& & 半轴计算扭矩Mj的确定
&&半轴计算扭矩在数值上近似等于主减速器从动锥齿轮上的计算扭矩。可用前面1）按发动机与液力变矩器共同输出扭矩最大，变速箱一档时，从动锥齿轮上的最大扭矩&&2）按驱动轮附着极限扭矩来确定从动锥齿轮的最大扭矩 两种计算方法取得的较小值来代替。
&&即：&&N&#8226;m
2、& & 半轴杆部直径的选择
杆部直径d是半轴的主要参数，可用下式初选：
& && &&&厘米&&（《工程机械底盘构造与设计》P323）
式中：Mj -----半轴计算扭矩，公斤&#8226;厘米；Mj =10776N&#8226;m =107760公斤&#8226;厘米
& &&&[τ]-----半轴许用扭转屈服应力，半轴材料选40Cr，对于40Cr、45钢和40MnB等材料，材料的扭转屈服极限都可达8000公斤/厘米&sup2;，在保证静安全系数在1.3～1.6范围时，许用应力可取[τ]=公斤/厘米&sup2;，取[τ]=5500公斤/厘米&sup2;代入上式得：
d=4.74 cm=47.4 mm
圆整取d=48 mm
半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的底径，以使半轴各部分达到等强度。半轴破坏形式大多是扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大过渡圆角半径以减小应力集中，提高半轴扭转疲劳强度。
3、& & 半轴强度验算
全浮式半轴只传递扭矩，其扭转应力τ为：
将Mj =10776N&#8226;m= N&#8226;mm& & d=48 mm代入上式得：
& & τ=496.5 Mpa
许用扭转切应力[τ]=5500 公斤/厘米&sup2;=539 Mpa
所以：& &强度满足，半轴直径确定为48 mm
四、最终传动设计
最终传动是传动系中最后一级减速增扭机构，在本次设计中，最终传动采用单排内外啮合行星排传动，其中太阳轮由半轴驱动为主动件，行星架和车轮轮毂连接为从动件，齿圈与驱动桥桥壳固定连接。此种传动形式传动比为1+α（α为齿圈和太阳轮的齿数之比），可以在较小的轮廓尺寸获得较大的传动比，可以布置在车轮轮毂内部，而不增加机械的外形尺寸。
& &&&为改善太阳轮与行星轮的啮合条件，使载荷分布比较均匀，太阳轮连同半轴端部完全是浮动的，不加任何支承，此时太阳轮连同半轴端部是靠对称布置的几个行星齿轮对太阳轮的相互平衡的径向力处于平衡位置的。
（一）& & 行星排行星轮数目和齿轮齿数的确定
& &1、行星轮数目的选择
行星轮数目取的多，负荷由更多的行星轮来负担，有可能减小尺寸和齿轮模数，但一般行星轮取3个，因为3点定一个圆位置，实际设计中行星轮数目一般为3～6个，行星轮数目不能增多往往是由于受行星架的刚度和强度的限制，因为行星轮数目增多使行星架连接部分金属减少，受力后会产生扭曲变形，使齿轮接触大大恶化。
本次设计参考同类机型及《机械设计手册》由任务书轮边传动比if=4.0～4.5选取行星轮数目n=3，三行星轮均匀分布。
2、行星排各齿轮齿数的确定
齿轮齿数间的关系公式：
式中：if-----最终传动传动比，任务书上if的范围为4.0～4.5，初取if =4.5
& & zq -----齿圈齿数，zt ----太阳轮齿数，zx ----行星轮齿数
由《机械设计手册》当 =4.5，n=3时可选行星排各轮齿数为：
& && &齿圈齿数zq =56
& && &太阳轮齿数zt =16
& && &行星轮齿数zx =20
验算传动比：
所以传动比合适
3、模数的选择
4、同心条件校核
为了使太阳轮与齿圈的旋转中心重合，太阳轮与行星轮的中心距应和齿圈与行星轮的中心距相等，即zq、zt、zx应满足下列条件：
将zq =56，zt =16，zx=20 代入公式得：
&&56-16=2×20满足同心条件
为了提高齿轮的承载能力，为采用角变位传动将行星轮齿数减少1齿，即：zx=19
5、装配条件的校核
为使行星排各元件上所受径向力平衡，应使各行星轮均匀分布或对称分布，即zq、zt、zx、n应满足条件： ，N为任意整数。
把zq =56，zt =16，n=3代入公式得：
所以满足装配条件
6、相邻条件的校核
设计行星传动时，必须保证相邻行星轮之间有一定间隙，对于单行星传动而言，即两相邻行星轮的中心距应大于它们的齿顶圆半径之和。用公式则可以表示为：
在实际设计中相邻条件多控制在：
式中：Atx-----太阳轮与行星轮的中心距
& && &------因三行星轮均匀分布，所以
& && &-----两行星轮齿顶圆半径之和，即行星轮齿顶圆直径。
所以： ～8
所以相邻条件满足
（二）& & 齿轮变位
标准齿轮传动的性能通常都能得到保证，但随着齿轮传动高速、重载、小型、轻量化等更高的要求，标准齿轮暴露出一些缺点，如小齿轮“短命”，传动不紧凑，传动不稳定等等，于是就需要采用渐开线非标准齿轮传动，称为变位齿轮传动。齿轮变位能避免根切，提高齿面的接触强度，提高齿根的弯曲强度，提高齿面的抗胶合和耐磨损能力，配凑中心距，修复旧齿轮等，因此本次设计需进行齿轮变位。
齿轮变位的高度变位是基于削弱大齿轮的强度，增强小齿轮的强度，来平衡齿轮的强度，并使总寿命降低，而角度变位则不同，能同时增强两齿轮强度，并能灵活选择齿轮齿数，提高承载能力及改善啮合特性，故本次设计采用角变位。
确定各轮齿数
由前面计算已知：zq =56，zt =19，zx =16
预计啮合角
根据公式& &查《机械零件设计手册》P得& && &
1、太阳轮行星轮传动变位系数计算（t-x）
&&1)未变位时，行星轮与太阳轮中心距为：
&&2)初算中心距变动系数
3）变位后中心距为：
圆整取128 mm
4)实际中心距变动系数为：
5）计算啮合角
6）计算总变位系数
式中：& &&&
查《机械零件设计手册》P789页图12-1 介于曲线P6和P7之间，有利于提高接触强度及抗弯强度
8）分配变位系数
查《机械零件设计手册》P790页图12-2，分配变位系数得：
9）齿顶高降低系数
2、行星轮与齿圈传动变位系数计算（x-q）
1）未变位时的中心距
2)计算中心距变动系数
3）求啮合角
4）求x-q的总变位系数
5）计算齿圈变位系数
6）齿顶高降低系数
（三）齿轮的几何尺寸
本设计的太阳轮、行星轮、齿圈均采用直齿圆柱齿轮并进行角度变位。表4-1为行星排各齿轮几何尺寸，表中部分公式参照《机械零件设计手册》P783页表12-5和表12-6
表4-1& &t-x外啮合传动几何尺寸（长度：mm）
公式代号& &
太阳轮（t）& &
行星轮（x）
变位系数& & χ& &&&
齿顶高降低系数& &&&
分度圆直径& &
基圆直径& &&&
齿顶高& &&&
齿根高& &&&
齿顶圆直径& &&&
齿根圆直径& &&&
分度圆齿厚& &&&
分度圆周节& &&&
标准中心距& &&&
实际中心距& &&&
节圆直径& &&&
啮合角& &&&
中心距变动系数系数& &
齿顶高降低系数& &
齿顶圆压力角& &&&
重叠系数& &&&
表4-2&&x-q　啮合传动几何尺寸& & （长度： mm）
名称& & 公式代号& & 行星轮（x）& & 齿圈（q）
变位系数& & χ& &&&
齿顶高降低系数& &
分度圆直径& &&&
基圆直径& &&&
齿顶高& &&&
齿根高& &&&
齿顶圆直径& &&&
齿根圆直径& &&&
分度圆周节& &&&
分度圆齿厚& &&&
标准中心距& &&&
实际中心距& &&&
啮合角& &&&
节圆直径& &&&
中心距变动系数& &&&
齿顶圆压力角& &&&
（四）齿轮的校核
行星排结构中齿轮的主要破坏形式是接触疲劳破坏和弯曲疲劳破坏，因此需对齿轮进行接触疲劳计算和弯曲疲劳强度计算。
在行星机械中，通常只计算太阳轮与行星轮的强度，齿轮所受圆周力应考虑到几个行星轮的影响，此时一个行星轮与太阳轮所受的圆周力 （ 为太阳轮扭矩， 为太阳轮节圆半径，n行星轮个数），在计算时还应考虑到由于几个行星轮同时和太阳轮啮合时载荷分布不均匀的影响，因此在圆周力计算公式中引入修正系数Ω。
1）齿轮材料的选择
根据装载机轮边减速器行星结构中齿轮的承载能力高，耐磨性好等特点，可选用材料为20CrMnTi，齿轮需进行表面渗碳淬火，渗碳淬火后表面硬度为58-62HRC，芯部硬度为320HBS。齿轮精度一般为7级，其弯曲疲劳许用应力 一般不大于455Mpa，接触疲劳许用应力 一般不大于14000公斤/厘米&sup2;（即不大于1372Mpa）。
2）接触疲劳强度计算
& &齿面接触疲劳强度可按下式进行计算：
& &&&（《机械零件设计手册》P808，表12-20）
&&式中：Ft-----作用在轮齿上的圆周力， ， 为太阳轮扭矩，可用半轴传递过来的平均受载扭矩来计算，&&N&#8226;M n为行星轮个数，n=3； 为太阳轮节圆直径；Ω为载荷修正系数取Ω=1.15；把以上各参数代入得：&&N
& & -----节点区域系数， ，代入参数计算得
& & -----材料弹性系数，对于钢材取ZE=189.8&&
& & -----接触强度计算的重合度与螺旋角系数，对于直齿圆柱齿轮
b -----齿宽，&&圆整取b=90 mm
dt------太阳轮分度圆直径，dt =112 mm
i ------齿数比，
KA------使用系数，取KA =1.25
KV------动载系数，取KV=1.0
KHβ----齿向载荷分布系数，KHβ=1.0
KHα----齿间载荷分布系数，KHα=1.1
把以上各参数代入公式得：&&Mpa& & Mpa
所以& & 接触疲劳强度满足。
3）弯曲疲劳强度校核
弯曲疲劳强度可按下式进行计算：
式中：Ft、b、m、KA、KV、KFβ、KFα与接触疲劳校核计算中相同，分别为：Ft =32334.8 N ，b=90 mm ，m=7 mm ，KA =1.25，KV =1.0，KFβ=1.0，KFα=1.1。
& &YFS-----复合齿形系数，由《机械零件设计手册》P816页图12-18查得：YFS =4.02
& & -----弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数，对于直齿圆柱齿轮
把以上各参数代入公式得：&&Mpa& &&&Mpa
&&所以：&&弯曲疲劳强度满足要求。
（五）行星传动的结构设计
1）太阳轮的结构设计
&&参数见前面几何尺寸表，技术要求：进行热处理渗碳淬火，使深度达0.8～1.3 mm，齿面硬度为58～62HRC，芯部硬度为320HBS，材料为20CrMnTi。
2）行星轮结构设计
&&参数见前面几何尺寸表，技术要求：进行热处理，表面渗碳淬火，深度为0.8～1.3 mm，齿面硬度58～62HRC，芯部硬度320HBS，规定圆截面与齿轮径向跳动均为0.022 mm
3）行星轮轴的结构设计
&&选取行星轮轴的材料为40Cr，行星轮轴主要受剪切应力，可用下式来计算：
式中： -----轮边减速行星轮轴上的总扭矩，&&N&#8226;m= N&#8226;mm
&&[τ]-------许用剪切应力， 安全系数取4,40Cr的屈服极限&&Mpa，所以&&Mpa
& &n-------行星齿轮数目，为3
& &------太阳轮与行星轮实际中心距，&&mm
把以上各参数代入公式得：&&mm
圆整取& & mm
4)轴承的选择
行星轮与行星轮轴之间装有滚针轴承，该滚针轴承选为没有套保护的滚针。轮毂与半轴外壳间轴承主要以径向负荷为主，因此选用单列圆锥滚子轴承。
①滚针轴承
a)滚针数的确定
作为滚针轴承外圈的行星轮内孔，滚针直径一般不小于齿轮内孔的10%，在4～5毫米之间，此设计可取d=5 mm
式中： -----实际行星轮轴计算直径
& && & ------行星轮轴的直径
& && & g -----滚针与行星轮轴之间间隙，一般取0.007mm
所以：&&mm
式中： ------滚针轴承直径，d ----滚针直径
所以：&&mm
式中：f -----滚针间的间隙取0.003 mm
& && &z -----滚针数，k -----正弦系数
所以：z=25.68
取每个行星轮上的滚针数 z=26
b)滚针的长度
&&若取滚针过长，则易磨损，若过短则易使行星轮轴受力不均匀且易损伤轮轴表面，故取大于齿宽3/4～3/2。
所以：&&mm
②&&桥壳上轴承的选取
桥壳轴承的选取应尽量考虑到桥壳的结构尺寸，以及轴承的寿命应尽量接近。此处选用
五、各主要花键螺栓轴承的选择与校核
（一）花键的选择及其强度校核
& &花键联接是由键与轴做成一体的外花键和具有相应凹槽的内花键组成，多个键齿在轴和轮毂孔的周向均布。由于结构形式和制造工艺的不同，与平键联接比较，花键联接在强度、工艺和使用方面有下述一些优点：
& && &a)齿数较多，总接触面积较大，因而可承受较大的载荷。
& && &b)因槽较浅，齿根处应力集中较小，轴与毂的强度削弱较小。
& && &c)轴上零件与轴的对中性和导向性较好。
& && &d)可用磨削的方法提高加工精度及联接质量。
1、主传动中差速器半轴齿轮花键的选择
&&1)键参数的选择
此处是动力传递的重要位置，所以此处花键采用渐开线花键（平齿根），由《机械零件设计手册》查取计算出花键各参数见下表5-1。
表5-1：主传动中差速器半轴齿轮花键参数&&(长度：mm )
名称& & 公式代号& & 数值
模数& & m& & 2.5
分度圆压力角& &
齿数& & z& & 24
理论工作齿高& &&&
分度圆直径& &&&
基圆直径& &&&
外花键大径尺寸& &&&
外花键小径尺寸& &&&
内花键大径尺寸& &&&
内花键小径尺寸& &
表中CF为齿形裕度，CF=0.1m=0.25 mm
为外花键渐开线起始圆直径最大值，可用下式计算：
& && & mm& & esv为外花键作用齿厚上偏差，由《机械零件设计手册》P605表7-28查得：esv=-60μm=-0.06 mm。
把两参数代入公式计算得：&&mm
2）键的强度校核
对于渐开线花键的强度可用下式进行计算：
式中：T-----转矩，N&#8226;m；T=Mj=15200 N&#8226;m
& && &-----各齿间载荷不均匀系数，通常取 ，取
& && &z -----齿数，24
& && &hg-----齿的工作高度，mm，&&mm
& && &lg-----齿的工作长度，mm，&&mm
& && &Dm-----平均直径，mm，&&mm
& && &----许用挤压应力查《机械零件设计手册》P592页表7-13可知：使用和制造情况良好的齿面经热处理许用应力可达到&&Mpa
把以上各参数代入公式得：&&Mpa&
此渐开线花键强度满足
2、轮边减速器半轴与太阳轮处花键的选择
& &此处花键所受扭矩与差速器半轴齿轮花键所受扭矩近似相等，花键各参数可取相同的值。校核时花键齿轮的工作长度lg等于太阳轮齿宽b=80 mm，尺寸与前面差速器半轴齿轮相同，所以强度同样满足。
3、主传动输入法兰处花键的选择与校核
&&1）最小轴径估算
& &主传动小锥齿轮是齿轮轴的形式，此处花键的齿根圆直径应大于轴径受扭处的最小允许直径。轴径受扭处的最小允许直径可用下式计算：
式中：M -----小锥齿轮上所受的最大扭矩，&&N&#8226;M
　［τ］----小锥齿轮上的许用切应力，小锥齿轮材料用20Cr2Ni4制成，其屈服极限&&Mpa，&&Mpa
把各参数代入公式得：&&mm
& &2）花键的选择与主要参数的计算
&&此处是动力输入的重要位置，所以仍采用渐开线花键（平齿根），其参数见下表。
表5-2& &主传动输入法兰处花键参数&&(长度&&mm )
名称& & 公式代号& & 数值
模数& & m& & 2.5
分度圆压力角& & α& & 30&
齿数& & z& & 18
理论工作齿高& & hg=m& & 2.5
分度圆直径& & d=mz& & 45
基圆直径& &&&
外花键大径& &&&
外花键小径& &&&
内花键大径& &&&
内花键小径& &&&
3)花键的校核
该渐开线花键可用如下公式校核：
式中：T------主动小锥齿轮上的计算转矩，N&#8226;m，&&N&#8226;m
------各齿间的不均匀系数，通常 ，取
z ------齿数，18
-------齿的工作高度，mm，&&mm
-------齿的工作长度，mm，取&&mm
Dm-------平均直径，mm，&&mm
-------花键联接许用挤压应力，查《机械零件设计手册》P592页表7-13，使用和制造情况良好，齿面经热处理的许用挤压为：&&Mpa
把以上各参数代入公式得：&&Mpa＜
所以此渐开线花键强度满足。
4、齿圈与桥壳花键的选择与校核
由桥壳的结构可定出齿圈与桥壳联接处最小直径为
（二）螺栓的选择及强度校核
& &1、验算轮边减速器行星架、轮辋、轮毂联接所用螺栓的强度，此处是传递动力和制动的关键位置，故其强度必须满足。
&&（1）螺栓所受剪切力计算
取机械满载时所受重力与行走时所受扭矩作用力之和作为螺栓强度校核力，即：& &
轮毂上所受扭矩& & N&#8226;m
2、从动锥齿轮与差速器壳联接螺栓校核
1）螺栓所受剪切力的计算
从动锥齿轮最大扭矩为：&&N&#8226;M
由最大扭矩产生的力为：
式中：r-----螺栓中线到到从动大锥齿轮旋转中心的距离，由结构取r=102 mm
螺栓个数为12，每个螺栓受力均等，所以单个螺栓受的力为：
2）选择螺栓材料，确定许用应力
因差速器结构要求紧凑，容不下太大螺栓，故选用材质较好的40Cr，调质处理&&Mpa& & Mpa
3）确定螺栓直径
取螺栓规格为M12
4）确定螺孔轴向长度
&&螺栓与被联接接件孔壁接触面的挤压强度可用下式进行计算：
式中：d-----螺栓杆受剪面的直径,mm
& && &---螺孔轴向长度，mm
-----许用挤压应力，和大锥齿轮联接的差速器壳选用材料为45钢，其屈服极限为&&Mpa&&所以许用挤压应力为：&&Mpa
(三)主要轴承的校核
&&1、主传动轴承的计算
①作用在主传动锥齿轮上的力
1）& & 切向力P
从动大锥齿轮上的切向力可按下式计算：
式中： ----大锥齿轮上常用受载扭矩，由前面计算可知 =4186.6 N&#8226;m
& & -----大锥齿轮平均分度圆直径，&&mm
所以：&&mm
主动小锥齿轮上的切向力：& &
& & 2）轴向力Q
& &&&a)前进时主动锥齿轮螺旋方向向左，轴旋转方向为逆时针（从小端看）
b)前进时从动锥齿轮螺旋方向为右旋，轴为顺时针方向转动
3）径向力R
规定轴向力离开锥顶方向为正值，反之为负值，径向力压向轴线为正值，反之为负值。
②轴承的初选及支承反力的确定
轮式装载机驱动桥中，小锥齿轮采用三点式支承，即布置形式为跨置式，其简图如下：
根据轴的结构尺寸，按所选轴承寿命尽可能相等的原则，初选轴承的型号如下：
轴承A、B为型号相同的圆锥滚子轴承，初选为30310
轴承C为圆柱滚子轴承，初选为N407
图中&&a=114 mm，b=68 mm，c=46 mm
主动锥齿轮采用三点式支承，从受力特点来看是一静不定梁，在计算轴承反力时，假定轴承A和轴承B合起来看作是一个点支承，求出总支反力后再分配在轴承A和轴承B上，轴向力Q按图示方向应由轴承B承受。
& &轴承A、B、C上的总支反力由下式计算：
式中： -----小锥齿轮平均分度圆半径，可用下式进行计算：&&mm
把各参数代入公式得：&&N& & N
③轴承寿命的计算
1）轴承A、B的寿命计算
根据GB/T 297-1994和GB/T 283-1994查得轴承的性能参数为：
30310 ：&&KN， ， ，
N407：&&KN
派生轴向力：&&N
& && && && &&&N
轴承轴向力：
因为轴承B被“压紧”，轴承Ａ“放松”，小锥齿轮所受的轴向力由轴承Ｂ承受，轴承Ａ只受它自身的派生轴向力。
所以A、B轴承的轴向力分别为：
因为A、B为型号相同的轴承，而轴承B受力较大，所以只计算轴承B的使用寿命。
径向动载系数 ，轴向动载系数
所以当量动载荷为：&&N
主动小锥齿轮转速可用下式进行计算：
式中： ----发动机标定转速，由设计任务书可知&&r/min
& && &----- 一档时变速箱传动比，
& && &-----额定工况下液力变矩器的传动比，
所以主动小锥齿轮的转速为：&&r/min
轴承寿命可用下式进行计算：
把各参数代入公式得：
2)轴承C的寿命计算
&&轴承C为圆柱滚子轴承，它只承受径向力，其当量动载荷P等于径向力Nc，即&&N
其寿命为：&&h
[1] 吉林工业大学工程机械教研室. 《轮式装载机设计》[M]. 北京：中国建筑工业出版社. －85
[2] 陆凤仪.《钟守炎机械设计》[M]. 机械工业出版社. 1992. 5
[3] 张光珍.《工程机械底盘构造与设计》. 中国建筑工业出版社. 1988. 6
[4] 诸文农.《工程机械底盘构造与设计》. 北京：机械工业出版社，1986.5
[5] 孙恒 陈作模 葛文杰. 《机械原理》.高等教育出版社. 2006.5
[6] 成大先.《机械设计手册》[M]. 北京：化学工业出版社，2004.5
[7]同济大学.《轮式装载机设计》[M]. 北京：建筑工业出版社，1992, 6
[8]《车辆底盘设计与构造》冶金工业出版社, 林慕义 张福生
[9] 其它网络检索到的相关资料.
主题帖子积分
学徒工, 积分 4, 距离下一级还需 96 积分
学徒工, 积分 4, 距离下一级还需 96 积分
此贴为zl50的具体说明书
主题帖子积分
学徒工, 积分 26, 距离下一级还需 74 积分
学徒工, 积分 26, 距离下一级还需 74 积分
顶顶&&写的蛮详细的
Powered by}